【正文】 中，規(guī)定使斜盤(pán)傾角 減小的力矩為正，反之為負(fù)。下面就以偏心結(jié)構(gòu)為例分析斜盤(pán)所受的各力矩。直接通過(guò)泵的變量機(jī)構(gòu)的直軸軸向柱塞泵用改變斜盤(pán)的角度來(lái)改變輸出流量的大小。應(yīng)使通油面積滿足式 （）式中 窗孔處的允許通流速度，m/s。缸孔的徑向變形量，按下式驗(yàn)算（cm） （）式中 材料的彈性模數(shù)，的 泊桑系數(shù)， ；允許徑向變形量， 。在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為 （bar） （）最大徑向壓應(yīng)力為 （bar） （）當(dāng)缸體采用塑性材料時(shí)，用第四強(qiáng)度理論計(jì)算應(yīng)力 （bar） （）對(duì)40Cr（經(jīng)鍛打）， (bar)。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為。計(jì)算這些力，需要經(jīng)過(guò)一個(gè)復(fù)雜的理論和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，以及一些需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。油底殼額外的壓縮彈簧力，徑向力（軸或圓筒外徑軸承）。因此，缸體的受力是非常重要的。一個(gè)類(lèi)型的液壓泵配油盤(pán)是關(guān)鍵要素，從操作的結(jié)構(gòu)上來(lái)看，希望不會(huì)發(fā)生直接接觸的金屬之間的滑動(dòng)表面的成膜過(guò)程中。 缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)： 對(duì)： 所以取，當(dāng)缸體材料取用時(shí) 符合要求。 相鄰柱塞的壁厚。先取，再進(jìn)行校核。2) 缸體內(nèi)、外直徑、 與壁厚的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應(yīng)盡量使各處壁厚一致（），即，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。 缸體的穩(wěn)定性 在工作過(guò)的配油盤(pán)表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤(pán)間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)滑性下降，而影響到泵的壽命。輔助支承面上開(kāi)有寬度為的通油槽，起卸荷作用。 ① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動(dòng),對(duì)封油帶任意半徑上的壓力從到積分,并以代替，可得外封油帶上的分離力為 （） 外封油帶泄漏量為 （）② 內(nèi)封油帶分離力 內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 （） 內(nèi)封油帶泄漏量為 （） ③ 排油窗分離力 （）④ 配油盤(pán)總分離力 總泄露量為：、比功為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力因盡量減少和缸體和油底殼之間的液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)該有足夠的承載面積。 封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 （）當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 （）平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為 （）式中 柱塞間距角。封油帶的包角是變化的。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油窗高壓油對(duì)缸體的分離力。1吸油盤(pán) 2排油窗 3過(guò)渡區(qū) 4減震槽5內(nèi)封油帶 6外封油帶 7輔助支承面 (1) 壓緊力 壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上，事缸體受到軸向作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤(pán)上。不同類(lèi)型的軸向柱塞泵的配油盤(pán)有一定的差異，但具有相同的功能和基本結(jié)構(gòu)。2) 配油窗口的長(zhǎng)度與寬度配油窗口長(zhǎng)度至少可占其分布圓周?chē)L(zhǎng)度的75﹪，即；配油窗口的寬度應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來(lái)計(jì)算： （）式中 吸入液體許可流速，一般推薦。為了防止壓力沖擊，我們希望，當(dāng)連接到高，低壓力，柱塞腔，腔壓力可以平滑過(guò)渡，以避免壓力沖擊。高，低壓的影響之交嚴(yán)重降低質(zhì)量流量脈動(dòng)，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。(1)過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤(pán)。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命?；A銷(xiāo)產(chǎn)生偏磨，破壞滑靴密封，應(yīng)注意滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)模。滑靴與斜盤(pán)之間的摩擦，球窩摩擦引起的離心力帶動(dòng)沿滑靴的旋轉(zhuǎn)斜盤(pán)切向力。，取微環(huán)面。封油帶上半徑為r的任一點(diǎn)壓力分布式為 （）若 ，則 （）從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。(1) 分離力。首先，在柱塞底部的壓力圖把滑靴壓向斜盤(pán)，稱為壓緊力，另一是由滑靴面直徑為的油池產(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤(pán)分離開(kāi)，稱為分離。不僅滑靴增加斜板的接觸面，降低接觸應(yīng)力，高壓流體，封油流形成薄膜之間的拖鞋和斜板，這大大降低了相對(duì)運(yùn)動(dòng)之間的摩擦損失，提高機(jī)械效率。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)?；ブ行目椎谋”诳椎恼扯认禂?shù)，油的溫度調(diào)節(jié)效果，油壓的穩(wěn)定，也嚴(yán)重影響油門(mén)。把上式帶入 中， （） 整理后可得節(jié)流孔尺寸 （）帶入數(shù)據(jù)可以求得以上設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法可以看出，前兩個(gè)方程，節(jié)流管柱塞 拖鞋組合配方的粘度系數(shù)，表明油溫油門(mén)效應(yīng)的影響較小，但少拉長(zhǎng)孔加工技術(shù)。當(dāng)時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為 （）式中 、細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度 ； 修正系數(shù)。 滑靴外徑的確定滑靴的外徑為 （）一般取 ，.（2）油池直徑初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 ， （） 中心孔、及長(zhǎng)度如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式，靜壓油池較大，只有封油帶而無(wú)輔助支承面，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤(pán)間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個(gè)力的平衡方程式：1) ， （）2) ， （）3) , （）(4) 由相似原理 （）解上列方程式可得： （） 令 （） 則 （） （） （） (5) 缸孔與柱塞間的摩擦力為與 （） （）（6）柱塞與缸孔間比壓的計(jì)算：一般取柱塞外伸至最大行程位置時(shí)的最大比壓作為計(jì)算比壓，則 （）（7）柱塞與缸孔間平均比功的計(jì)算： （）平均比功可按下式計(jì)算： （）各種缸孔及滑靴材料的許用比壓、許用速度、許用比功的值，以摩擦副材料而定， 滑靴材料的參數(shù)材料牌號(hào)許用比壓許用滑動(dòng)速度平均許用比功 30086001503200耐磨鑄鐵100518柱塞與缸上的摩擦變形，不宜使用不同的材料，更重要的是油溫過(guò)高的泵。 柱塞受力圖在排油過(guò)程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力：(1)液壓力 （）式中 為泵的最大工作壓力。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開(kāi)設(shè)均壓槽。 （）這里取 (2) 柱塞球頭直徑按經(jīng)驗(yàn)常取，為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，取.(3) 柱塞均壓槽往往是高壓柱塞泵的柱塞表面開(kāi)環(huán)形槽的壓力，因?yàn)槠胶獾膫?cè)向壓力，并改善潤(rùn)滑條件和儲(chǔ)存的作用。高壓油液還可以通過(guò)柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持與斜盤(pán)之間有一層油膜潤(rùn)滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動(dòng)。以下的重點(diǎn)是在返回斜盤(pán)設(shè)計(jì)討論柱塞在柱塞吸過(guò)程中的排油過(guò)程中的力學(xué)分析。單柱塞與缸體旋轉(zhuǎn)一周，吸油半周，排油一周。在設(shè)計(jì)液壓泵和液壓系統(tǒng)時(shí)，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動(dòng)，避免引起諧振。泵瞬時(shí)流量是一周期脈動(dòng)函數(shù)。 （）是以為周期變化的，其每秒脈動(dòng)頻率為， 流量脈動(dòng)示意圖當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為 （）而當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為 （）油泵的平均流量可按下式計(jì)算： （）當(dāng)，即為奇數(shù)時(shí) （）當(dāng)為偶數(shù)時(shí) （）利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容： 脈動(dòng)率的計(jì)算值Z567891011由以上分析可知：，流量脈動(dòng)率也隨著增加。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 （）流量的計(jì)算：當(dāng)油泵有z個(gè)柱塞（下列計(jì)算中z均為奇數(shù)），柱塞間的角距 時(shí)，如令、......分別為各排油柱塞瞬間的理論流量， 、......分別為各柱塞的相對(duì)缸體的速度[cm/min]，則；；；…………………………………。 滑靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析圖其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。，柱塞相對(duì)于缸體的位移、速度、加速度可分別按下列各式計(jì)算： （） （） （）柱塞運(yùn)動(dòng)的行程、速度、。運(yùn)動(dòng)規(guī)律：當(dāng)泵工作時(shí)，柱塞滑靴有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)，一個(gè)是相對(duì)往復(fù)運(yùn)動(dòng)汽缸和其他被牽連在旋轉(zhuǎn)圓筒的運(yùn)動(dòng)，而這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，球中心，滑靴和球窩的軌跡是一個(gè)橢圓形的中心。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任何一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。因?yàn)樵摫幂S為傳動(dòng)軸，所以支持承載扭矩，為了考慮兩者循環(huán)特性的不同的影響，引入折合系數(shù)，則計(jì)算應(yīng)力為 （）因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力,因?yàn)楹筝S為花鍵軸，所以根據(jù)花鍵的抗扭界面系數(shù)的計(jì)算公式， 可得軸的合成強(qiáng)度為故滿足強(qiáng)度。由于泵后軸為空心軸，則有： （）式中 ，即空心軸的內(nèi)徑與外徑之比，通常取。 軸傳遞的功率, 。 根據(jù)排量，轉(zhuǎn)速求出理論功率 （） 根據(jù)效率求出實(shí)際功率